Структуры коробок скоростей в зависимости от количества скоростей в приводе

4	6	8	12	16	18	24
22	23	222	322	2222	233	3222
	32	42	232	422	323	2322
		24	223	242	332	2232
			34	224		2223
			43	44		234
						243
						324
						342
						423
						432

В случае получения числа ступеней z, отличающегося от наиболее распространенных (z = 4; 6; 8; 12; 16; 18; 24), необходимо их число округлить до ближайшего большего наиболее распространенного.

Зная число ступеней z, вычерчивают несколько вариантов структурных сеток, дающих представление о кинематической структуре коробки скоростей. Полученные варианты структурных сеток необходимо проанализировать и выбрать один, наиболее оптимальный.

3. По выбранной структурной сетке строится график частот вращения.

На основе принятого варианта структурной сетки может быть несколько вариантов графиков частот вращения. Для построения наиболее оптимального из них необходимо учесть рекомендации, излагаемые в литературе по проектированию станков. Наиболее распространенными рекомендациями являются:

1) наибольшее передаточное отношение (ускорение) i_max должно быть < 2 (при φ = 1,26 этому соответствует подъем на графике на три деления между соседними валами);

2) наименьшее передаточное отношение (замедление) i_min должно быть > 1/4 (при φ = 1,26 этому соответствует снижение на графике на шесть делений между соседними валами);

3) между ротором приводного электродвигателя и первым валом коробки скоростей рекомендуется постоянная понижающая передача до n = 630...800 мин^-1 для снижения шума;

4) наибольшее число передач желательно иметь в зоне высоких окружных скоростей и низких крутящих моментов, т.е. желательно, чтобы график получался «выпуклым», а не «вогнутым» и т.д.

При определении реальных передаточных отношений по выбранному варианту структурной сетки необходимо в каждой группе передач задаваться одним из передаточных отношений. Тогда из структурной сетки определятся и остальные передаточные отношения данной группы, при этом необходимо следить за соблюдением рекомендаций 1) и 2).

4. На основе графика частот вращения вычерчивается кинематическая схема коробки скоростей. Затем рассчитываются модули и числа зубьев зубчатых колес.

При одинаковых модулях для передач одной группы межосевые расстояния А и сумма чисел зубьев пар колес z – постоянная величина.

В станкостроении суммы зубьев нормализованы по нормали Н21-5. Тогда, зная передаточные отношения i и задаваясь суммой зубьев z, числа зубьев z₁ и z₂ двух сопряженных шестерен можно определить по выражениям

.

Если числа z₁ и z₂ получатся дробными, то для избежания этого и облегчения расчетов можно пользоваться специальными таблицами.

Затем производится предварительное определение модуля зубчатых колес расчетным или статистическим путем в зависимости от передаваемой мощности N:

• для N до 5 кВт – m = 2…2,5 мм;

• для N до 10 кВт – m = 3 мм;

• для N > 10 кВт – m = 3...3,5 мм.

5. После установления чисел зубьев и модулей определяются окружные скорости зубчатых колес по формуле

, м/с.

Для зубчатых колес средней точности рекомендуется V < 8...12,5 м/с (последнее значение – для легко нагруженных и косозубых колес). В случае превышения данного значения необходимо подкорректировать график частот вращения.

6. На заключительном этапе производится аналитическая проверка точности кинематического расчета. Подсчитываются окончательные, отличающиеся от нормализованных, частоты вращения

Относительное отклонение δ от нормализованных частот определяется по выражению

Окончательные значения частот вращения шпинделя могут отличаться от нормализованных лишь в пределах

[δ] = +10 (φ – 1)%.